柴油机气缸盖装配平台结构设计与研究

鲍君华,林嵩,夏克博

(大连交通大学 机械工程学院,辽宁 大连 116028)

对制造业而言,目前零部件加工技术的研究水平要领先于装配技术。如今大部分制造业企业的生产装配仍然主要依靠手工装配,手工装配制约了产品的装配速度和装配精度,导致产品装配精度和制造精度不匹配,产能负荷较大,装配周期长,加大了不良品的产出率。为加大产能,提高产品装配质量,制造企业开始重视公司装配生产线的自动化程度[1-2]。

目前,自动化装配生产技术属于智能制造领域[3]。在产品装配生产过程中,从待装配的产品和装配零件的运输,到零部件的装配过程,全程由机器自动进行[4-5],不需要人员参与。和传统的手工装配以及半自动化装配相比,机械自动化装配技术能够避免工人手工装配的不稳定性,并提高产品装配质量和装配效率。

鉴于此,本文设计研究了柴油机气缸盖装配平台,该平台是机车用柴油机气缸盖自动化装配线的关键组成部分,可满足柴油机气缸盖的多方面装配需求,有助力于柴油机气缸盖实现智能自动装配。

1 装配平台结构设计及模型建立

由于中速型柴油机气缸盖的质量相对较大,所以在设计过程中,气缸盖装配平台需满足装夹可靠、运动过程平稳和定位精准等装配要求。为满足设计要求,本文设计的结构中主要包括机架、翻转机构以及驱动装置,柴油机气缸盖装配平台三维示意图见图1。

在装配平台结构中,其主要结构为翻转机构,其示意图见图2。

装配平台根据气缸盖装配工艺的运动规划为:翻转机构移动到装配平台的右端时,待装配气缸盖在此位置进行定位和装夹,气缸盖完成装配后,在此位置利用辅助装置卸下装配好的气缸盖。装配平台左端底部两根矩形管之间是装配平台进行装配工作的位置,翻转机构在此位置可进行翻转和移动,使柴油机气缸盖处在正确装配位置,配合外部机械手进行装配。底部助装液压缸在装配气门导管和喷油泵时,处于顶升状态。在装配其他零件以及翻转机构运动过程,助装液压缸处于回落状态。

2 翻转机构有限元分析

翻转机构是气缸盖装配平台的重要组成部分,其结构的稳定性是保障气缸盖装配过程稳定可靠的基础。因此,根据翻转机构的实际工作状态,对其承载平台、翻转机构架分别进行静力学分析,计算其强度和刚度是否满足使用要求。

2.1 承载平台静力学分析

将建立的承载平台三维模型另存为step格式,导入有限元分析软件,并对其结构进行简化。建立完模型之后,为模型赋予材料参数,其零件材料为45号钢、Q235和Q345这3种材质的钢,取材料静强度安全系数为1.5,45号钢、Q235和Q345的许用应力分别为236、156和230 MPa。

承载平台中,除转轴和连接板之间为螺栓连接,其余皆为焊接。因此,承载平台零件之间的连接皆采用Bonded的连接方式。建立完零件之间的连接关系后,划分网格,其中承载平台网格节点数为867 680,单元个数为515 488。

承载平台在工作过程中,除本身所受重力外,还受气缸盖质量所产生压力的影响,转轴两端通过轴承支撑。将两端转轴的最小轴径端采用固定约束,承载平台自身重力以向下重力加速度的形式施加,将气缸盖质量(380 kg)以力的形式均匀加载在气缸盖与承载平台的接触处。通过求解计算, 承载平台等效应力云图见图3。 最大应力出现在连接板和支撑板的焊接位置,最大应力值为27.895 MPa,远小于Q235焊缝许用应力124.8 MPa。

图3 承载平台等效应力云图

承载平台的位移变形云图见图4。最大位移量出现在支撑板的一侧边缘上,最大位移量为0.059 mm。由于气缸盖本身刚性强,且位移变形的数值小,此位移变形量满足承载平台设计刚性要求。

图4 承载平台位移变形云图

2.2 翻转机构架静力学分析

将三维模型另存为step格式,导入有限元软件,考虑到轴承座底部垫块的刚性,因此,将轴承座垫块也随翻转机构架一同导入。导入模型后,定义翻转机构架材料属性,翻转机构架的材料为Q345。对翻转机构架采用四面体单元网格划分,其中节点数为1136 208,单元个数为651 015。

翻转机构架底部通过螺栓和滚动导轨滑块连接,因此翻转机构架底部孔采用固定约束。承载平台和气缸盖的质量以力的形式均匀分布在两个轴承座垫块上,每个轴承坐垫块受力为2 479.4 N。

通过计算求解,翻转机构架等效应力云图见图5。前端板和底部滚动导轨滑块连接孔处应力最大,最大等效应力为12.346 MPa,远小于材料的许用应力。

图5 翻转机构架等效应力云图

翻转机构架位移变形云图见图6。前板边缘处位移变形最大,最大位移变形量为0.031 4 mm。根据调心轴承的调心角,前板边缘允许的最大变形量为0.05 mm,因此,前板满足刚度要求。

图6 翻转机构位移变形云图

3 装配平台零件优化设计

翻转机构在装配平台中带动气缸盖翻转和平动,在满足强度和刚度的前提下,利用有限元中的目标驱动优化设计方法对承载平台中的定位板和翻转机构架中的前板进行尺寸优化[6-7],从而达到降低翻转机构质量的目的。

3.1 目标驱动优化设计方法

Design Exploration是有限元分析软件为工程设计人员提供的优化设计模块。目标驱动是其中一种优化设计方法,主要通过对有限元模型的参数化处理,以输出参数为目标,输入参数为变量,通过计算分析,直观地观察输入参数和输出参数之间的关系,并得出最佳设计点[8]。目标驱动优化设计的基本步骤见图7。

图7 优化设计的基本步骤

3.2 承载平台定位板优化设计

优化设计的目的是减小机构的质量,而决定机构质量的主要参数有面板厚度、加强筋厚度及加强筋高度。由于承载平台在工作时主要受扭矩影响,因此根据其受力状态选择加强筋高度作为设计变量。所选择的定位板优化尺寸见图8,包括上部面板的厚度(P1)和底部加强筋的高度(P2)。由于这两个尺寸是相互独立的,没有依赖关系,优化时不会由于尺寸的依赖关系导致优化失败,因此可以实现尺寸优化[9-10]。

图8 定位板优化尺寸

在不影响承载平台工作的前提下确定优化参数的变化范围,以选取最优解:参数P1初始值为30 mm、变化范围为20～40 mm;参数P2初始值为40 mm、变化范围为30～50 mm。定位板的优化设计要在保证变形量数值合理的情况下,以减小定位板的质量为目标[11],因此,定位板的输出参数为定位板的质量和变形量。

Design of Experiments根据输入参数的变化范围,自动生成了10个设计点,设计点更新完成后,可通过响应曲面和响应曲线查看输入参数和输出参数之间的相互关系。图9所示的2D响应曲线为输入参数与输出参数之间关系图。

(a) 面板厚度与质量关系

得到输入参数与输出参数后,设置优化目标,从而得出最优设计点。在定位板优化目标设置界面中,设置质量参数的优化目标类型为最小化,约束类型为无约束。设置总变形的优化目标类型为没有目标,约束类型为小于上边界,上边界为0.005 mm。因此在保证定位板总变形小于并尽可能接近0.05 mm的情况下,尽可能地减小定位板的总质量。

根据以上优化目标,求得3组设计参数见表1。但所得3组设计参数均不为整数,考虑到定位板的制造和加工,对所得设计参数圆整,圆整后定位板厚度取23 mm,加强筋的高度取45 mm。

表1 定位板优化设计点

根据圆整后的设计参数更新模型,优化后模型的质量为86.889 kg,优化后定位板的变形云图见图10(a),最大变形为0.047 3 mm,满足刚度要求。优化后定位板的等效应力云图见图10(b),最大等效应力为38.485 MPa,远小于材料的许用应力值。

(a) 变形云图

定位板多目标优化后,最大应力值由原来的26.448 MPa增大到38.485 MPa,最大变形量由0.030 7 mm增大到0.047 3 mm,质量由原来的107.52 kg减小到86.889 kg。虽然最大应力值和最大变形量的值有所增大,但均满足承载平台强度和刚度要求,定位板质量减小了约19.19% 。

4 装配平台的运动学仿真分析

4.1 装配平台模型处理

将装配平台三维模型另存为X_T格式,在RecurDyn软件中打开。对于气缸盖装配平台的运动学分析,只仿真分析设备主要结构的运动:翻转机构的翻转以及翻转机构的平动。

气缸盖装配平台的翻转机构内部存在转动关系,翻转机构和装配平台机架存在平动关系,根据气缸盖装配平台的运动关系,将翻转机构分为三部分:翻转机构转动部分、翻转机构平动部分和装配平台机架固定部分。将每个部分中的零件利用工具中的Merge命令进行合并操作,完成承载平台的多个目标体合并操作之后,再依次完成翻转机构架和机架的合并,在RecurDyn中处理后的模型见图11。

图11 RecurDyn处理后的模型

4.2 装配平台约束的创建

承载平台在翻转机构架上转动,两端有轴承支撑,因此在2个轴承支撑位置分别建立旋转副。在气缸盖装配过程中翻转机构架在机架上移动,因此在4个滚动导轨滑块和滚动导轨之间分别建立移动副。由于滚动导轨中存在摩擦,因此根据机械手册中的计算实例,设置导轨的动摩擦系数为0.1,静摩擦系数为0.2。

完成装配平台中约束的建立后,为使模型能够按照装配气缸盖时的运动方式运动,还需对其定义驱动。根据装配平台系统的运动特性,承载平台的翻转和翻转机构架的平动均采用三次多项式逼近赫维赛德(Heaviside)阶跃函数模拟。函数定义为:

(1)

式中:x为横坐标的自变量;x0为自变量的起点值;h0为阶跃起点处的函数值;x1为自变量的终点值;h1为阶跃终点处的函数值。

完成使承载平台转动一周的step函数,编辑好的step函数中的时间和速度关系见表2。

表2 旋转副step函数关系表 s

完成翻转机构移动到装配平台最右端和回归最初位置的函数表达式编写,编辑好的step函数中的时间和速度关系见表3。

表3 平移副step函数关系表 s

完成翻转机构翻转和平动的函数表达式编写后,分别添加到承载平台转动副和翻转机构架的平移副中,至此,完成了运动学仿真的模型前处理。

4.3 平移副仿真结果分析

对模型进行运动学仿真计算前,设置仿真的时间为40 s,输出步数为500,其他参数保持默认设置。平移副仿真结果反映的是翻转机构在装配平台机架直线运动过程中的特性。翻转机构直线运动过程中所需驱动力曲线见图12,所需最大驱动力为2 860 N,此过程为翻转机构由静止开始运动的状态,匀速运动阶段所需驱动力为1 209 N。

图12 平移副驱动力曲线

翻转机构在直线运动过程中,加速时间会对翻转机构运动过程的功率产生影响,输出翻转机构直线运动过程的功率变化曲线,见图13。翻转机构在运动过程中的最大功率为387 W,所选电机的额定功率为 1 kW,驱动电机满足装配平台的设计要求。

图13 平移副驱动功率曲线

为研究导轨摩擦力对驱动力和功率的影响,取导轨动摩擦系数的变化范围为0.1～0.2,静摩擦系数的变化范围为0.2～0.3,对翻转机构直线运动进行多组仿真分析。由表4可知,动摩擦系数和静摩擦系数数值增大,都会导致翻转机构直线运动过程中,最大驱动力和最大功率增大。在动摩擦系数和静摩擦系数取值最大时,滚珠丝杠驱动电机满足设计要求。

表4 翻转机构直线运动对比仿真

4.4 转动副仿真结果分析

通过改变翻转时的最大速度以及翻转机构加速和减速的时间,对翻转机构的翻转进行运动学仿真。取翻转机构翻转时的最大角速度分别为π/6、π/4、π/3 rad/s,对应电动机的转速为500、750、1 000 r/min,翻转速度由0加速到匀速转动的时间分别取0.3和0.6 s,共6组数据,根据6组数据加速时间和最大角速度,编写转动副step函数。对6组数据所对应的模型进行运动学仿真。仿真结果对比见表5。

表5 仿真结果对比

由仿真结果对比可知,转动副转动的最大角速度和加速时间对最大驱动扭矩都有影响,承载平台的最大角速度越大,加速时间越短,翻转机构所需的驱动扭矩越大,因此,转台转动的最大角速度不宜过大,加速时间不宜过短,否则翻转机构驱动扭矩会超过驱动电机的额定力矩。

选取承载平台的最大角速度为π/4 rad/s ,加速时间为1 s。以此最大角速度和加速时间转动,重新编写转动副驱动函数,对翻转机构的翻转过程进行运动学仿真。其转动副的加速度结果曲线见图14,最大加速度的数值为1.18 rad/s2。

图14 转动副加速度曲线

转动副所需驱动扭矩的数值随时间变化见图15,其最大驱动扭矩为67.6 N·m,小于所选驱动电机的额定力矩,且留有足够安全裕度。根据装配平台的运动学仿真结果,可知装配平台翻转机构的驱动电机在气缸盖装配过程中满足使用要求。

5 结论

(1)本文通过分析柴油机气缸盖的装配工艺,规划了装配平台装配动作流程,确定装配平台直线运动以及翻转运动的总体设计方案,使柴油机气缸盖可在装配平台上实现自动翻转和平移。

(2)利用有限元分析软件对翻转机构架、承载平台进行有限元静力学分析和优化仿真。根据仿真结果,对机架结构进行改进,机架结构改进前后,机架的最大变形量由原来的0.059 6 mm降低到0.012 3 mm,定位板的质量减小了约19.19%。

(3)利用RecurDyn软件对装配平台进行运动学仿真分析,模拟了装配平台在气缸盖装配时的运动过程。根据实际工况的摩擦系数变化范围进行对比分析,对翻转机构的直线运动过程进行仿真分析。设置多组翻转机构翻转过程仿真数据,验证了驱动系统在各种工况条件下均满足设计要求,保证了驱动装置正常的工作性能。